Предварительные основные размеры колеса

⇐ ПредыдущаяСтр 5 из 14Следующая ⇒

Делительный диаметр, мм: = . (2.24)

Ширина зубчатого венца колеса, мм: = · . (2.25)

Величину округляем в ближайшую сторону до значения по таблице 3.1 (приложение 3).

Модуль передачи

Максимально допустимый модуль определяем из условия неподрезания зубьев у основания, мм: = . (2.26)

Минимальное значение модуля определяем из условия прочности зуба на из-гиб, мм: = . (2.27)

– коэффициент модуля:

= – для прямозубых передач;

= – для косозубых передач.

– вращающий момент на валу шестерни, Н·м (значение момента берем та-ким же, как при расчете межосевого расстояния в разделе 2.4);

– допускаемое напряжение изгиба, МПа (из раздела 2.3).

Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба:

= · · . (2.28)

– коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, свя-занную с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Значения прини-маем по таблице 2.9 (приложение 2) в зависимости от окружной скорости ( ), степени точности зубчатой передачи по нормам плавности (8), твердости рабочих поверхностей зубьев (≤350 НВ), для прямозубой или косозубой передачи. При несовпадении скорости с табличными значениями применяем формулу интер-поляции, аналогичную формуле (2.18) для расчета в разделе 2.4:

= + . (2.29)

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напря-жений у основания зубьев по ширине зубчатого венца:

= 0,18+0,82 · , (2.30)

где – из расчета в разделе 2.4.

– коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями:

= , (2.31)

где – из расчета в разделе 2.4.

Таким образом, = · · (точность – третий или четвертый знак).

Примечание. В связи с менее благоприятным влиянием прира-ботки на изгибную прочность, чем на контактную, и более тяже-лыми последствиями из-за неточности при определении напря-жений изгиба приработку зубьев при вычислении коэффициен-тов и не учитывают.